JP2005315386A

JP2005315386A - 転がり軸受

Info

Publication number: JP2005315386A
Application number: JP2004136260A
Authority: JP
Inventors: Shinji Fujita; 慎治藤田; Masaharu Imai; 正治今井; Yasuo Murakami; 保夫村上
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2004-04-30
Filing date: 2004-04-30
Publication date: 2005-11-10

Abstract

【課題】ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける場合においても、早期はくりを防止する。
【解決手段】内輪３と外輪２との間に複数の転動体４が周方向に転動可能に配設され、ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸７を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける転がり軸受１において、内輪３の軌道溝の曲率半径を転動体４の直径で除した値を百分率で表した溝曲率を５２％を超え、５５％以下とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける転がり軸受に関する。

ベルト式無段変速機及びチェーン式無段変速機の基本構造は略同一であるため、ベルト式無段変速機を例に採って説明すると、ベルト式無段変速機１０は、図３に示すように、互いに平行に配置された入力側回転軸１１と出力側回転軸１２とを備えており、入力側回転軸１１及び出力側回転軸１２はそれぞれ転がり軸受１３により、図示しない変速機ケース内に回転自在に支持されている。

また、入力側回転軸１１には駆動側プーリ１４が設けられ、出力側回転軸１２には従動側プーリ１５が設けられており、従動側プーリ１５と駆動側プーリ１４との間には無端ベルト１６が掛け渡されている。モータ１７から発進クラッチ等を介して入力側回転軸１１に伝達された動力は、駆動側プーリ１４から無端ベルト１６を介して従動側プーリ１５に伝達され、従動側プーリ１５に伝達された動力は、出力側回転軸１２から減速歯車列１８及びデファレンシャルギヤ１９を介して駆動輪２０に伝達される。

そして、入力側回転軸１１と出力側回転軸１２との間の変速比を変える場合には、上記両プーリ１４，１５の溝幅（無端ベルト１６の掛かり幅）を無端ベルト１６が緩まないように油圧サーボ装置等を用いて相対的に拡げたり、狭めたりすることで無段に変速が行われる。
ところで、転がり軸受の内輪及び外輪の溝曲率（軌道溝の曲率半径を転動体直径で除した値の百分率）は、一般的に、最大接触面圧、発熱のバランス等を考慮して、内輪では５０．５％以上、外輪では５２．０％を超えて設定されている。

しかしながら、ベルト式又はチェーン式無段変速機のプーリの回転軸を支持する転がり軸受においては、出力側回転軸１２から減速歯車列１８及びデファレンシャルギヤ１９を介して駆動輪２０に動力を伝達する際に、入力側回転軸１１及び出力側回転軸１２に対して無端ベルト１６によるラジアル荷重と減速歯車列１８からの反力によるアキシャル荷重が同時に作用して駆動側プーリ１４と従動側プーリ１５とに芯ずれが起きるとされていることから、転がり軸受の内外輪でアキシャル方向に芯ずれが生じた場合には、この芯ずれによりベルト又はチェーンが切れる可能性がある。

このような事情から、従来においては、内輪の軌道溝の溝曲率を５０．１〜５０．９％とすると共に外輪の軌道溝の溝曲率を５０．１〜５１．９％として、内外輪の軌道溝の曲率半径を転動体半径に限りなく近づけ、これにより、アキシャルすきまを小さくして、芯ずれを防止する技術が開示されている（例えば特許文献１参照）。
特公平８−３０５２６号公報

上記特許文献１においては、内輪及び外輪の軌道溝の曲率半径を転動体の半径に限りなく近づけているため、アキシャル方向の芯ずれが生じることはないが、プーリの回転軸を支持する転がり軸受はラジアル荷重だけでなくアキシャル荷重も受けるため、早期はくりが問題となる可能性があり、また、この早期はくりの形態は、組織変化を伴う内部起点型のはくりや、矢じり状の表面起点型のはくりを示すものがあり、はくりの根本的な原因が解明されていないのが現状である。
本発明はこのような技術的背景を鑑みてなされたものであり、ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける場合においても、早期はくりを防止することができる転がり軸受を提供することを目的とする。

本発明者は、ベルト式無段変速機のプーリの回転軸を支持する転がり軸受の内で、早期はくりを起こした転がり軸受を詳細に観察したところ、転動体に多数の疵があるものを確認した。ここで、転動体及び内外輪を更に詳細に観察したところ、転動体の疵は舟形の乗り上げ疵であり、軌道面にも舟形疵の転写痕があった。
次に、内外輪の軌道溝の溝肩部を詳細に観察したところ、内輪の溝肩部にのみ転動体が乗り上げた痕跡を発見した。内輪の軌道溝の溝肩部のみに転動体の乗り上げ疵の痕跡ができる理由としては、プーリの回転軸にモーメント荷重がかかるために、内輪に角度が付いて転動体が内輪の軌道溝の溝肩部のみに乗り上げたものと考えられる。

また、はくり部近傍の内部組織を観察したところ、組織変化が発生した痕跡は見当たらなかった。はくりの形態は上述した表面起点型はくりに特有の矢じり状のはくりであったが、はくりの起点が明確でなく、異物が混入した痕跡もないことから、ベルト式又はチェーン式無段変速機のプーリの回転軸を支持する転がり軸受においては、軸受にモーメント荷重やアキシャル荷重がかかった場合に転動体が内輪の軌道溝の溝肩部に乗り上げ、それにより、転動体に舟形の乗り上げ疵が生じて潤滑状態が厳しくなり、転動体と内外輪との間で金属接触を引き起こして表面起点型の早期はくりが発生するものと結論づけ、本発明を完成するに至った。

即ち、上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、内輪と外輪との間に複数の転動体が周方向に転動可能に配設され、ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける転がり軸受において、
前記内輪の軌道溝の曲率半径を前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝曲率が５２％を超え、５５％以下であることを特徴とする。

請求項２に係る発明は、請求項１において、前記外輪の軌道溝の曲率半径を前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝曲率が５０．１％を超え、５２％以下であることを特徴とする。
請求項３に係る発明は、請求項１又は２において、少なくとも前記内輪の軌道溝の溝深さを前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝深さ率が１８．５％を超え、２５％以下であることを特徴とする。

本発明によれば、内輪の軌道溝の曲率半径を転動体の直径で除した値を百分率で表した溝曲率を５２％を超え、５５％以下とすることで、内輪の軌道溝の溝肩部へ転動体が乗り上げて舟形疵ができるのを防止することができ、これにより、早期はくりを防止してベルト式又はチェーン式の無段変速機の性能向上を実現することができる。

以下、本発明の実施の形態の一例を図を参照して説明する。図１は本発明の実施の形態の一例である転がり軸受を説明するための要部断面図、図２は内輪の軌道溝の溝曲率と評価時間との関係を示すグラフ図である。
本発明の実施の形態の一例である転がり軸受１はＪＩＳ呼び番号６２１０相当の深溝玉軸受であり、図１に示すように、外輪２と内輪３との間に複数の転動体４が保持器５を介して周方向に転動可能に配設され、外輪２がハウジング８に内嵌固定されると共に、内輪３がベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸７に外嵌されて、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを同時に受けるようになっている。

また、保持器５の軸方向の両側位置の外輪２と内輪３との間にはシール部材６が装着されており、このシール部材６によって囲まれる部分にグリースが封入されている。なお、回転軸７の回転に伴って内輪３も回転し、荷重は回転軸７から内輪３及び転動体４を介して外輪２の負荷圈に作用する。
ここで、この実施の形態では、内輪３の軌道溝の曲率半径を転動体４の玉径で除した値を百分率で表した溝曲率が５２％を超え、５５％以下とされると共に、外輪２の軌道溝の曲率半径を転動体４の玉径で除した値を百分率で表した溝曲率が５０．１％を超え、５２％以下とされ、且つ少なくとも内輪３の軌道溝の溝深さを転動体４の玉径で除した値を百分率で表した溝深さ率が１８．５％を超え、２５％以下とされている。
これにより、内輪３及び外輪２でアキシャル方向に芯ずれが生じるのを防止すると共に、内輪３の軌道溝の溝肩部へ転動体４が乗り上げて舟形疵ができるのを防止して早期はくりを防止している。

次に、各数値の臨界的意義を説明する。
（内輪３の軌道溝の溝曲率が５２％を超え、５５％以下）
内輪３に関しては、軌道溝の溝曲率を５２％より大きくすることで、転動体４の内輪２の軌道溝の溝肩部への乗り上げによる舟形疵を防止することができる。但し、内輪３の軌道溝の溝曲率が５５％を超えると、内輪３の最大接触面圧が高くなってはくりの懸念が生じるため、内輪３の軌道溝の溝曲率を５２％を超え、５５％以下とした。また、上記効果をさらに確実なものにする範囲は、内輪３の軌道溝の溝曲率を５２％を超え、５３．５％以下とする。

（外輪２の軌道溝の溝曲率が５０．１％を超え、５２％以下）
外輪２に関しては、軌道溝の溝曲率を５２％以下とすることで、内輪３の軌道溝の溝曲率が大きい場合においても内外輪の芯ずれを防止することができる。また、外輪２の軌道溝の溝曲率を５０．１％超えとすることで、発熱による焼付きを確実に低減することができる。

（内輪３の軌道溝の溝深さ率が１８．５％を超え、２５％以下）
転動体４の玉径に対する内輪３の軌道溝の溝深さを深くすれば、転動体４の内輪３の軌道溝の溝肩部への乗り上げ疵を防止することが可能であり、従って、内輪３の軌道溝の溝深さ率を１８．５％超えとし、より乗り上げ難くするために好ましくは２０．０％以上とする。また、内輪３の軌道溝の溝深さが深すぎると発熱が大きくなり、焼付きの虞れがあるので、上限の値を２５％とした。
なお、本発明の転がり軸受の内輪、外輪、内外輪の軌道溝、転動体及び保持器等の構成は上記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において適宜変更可能である。

実施例及び比較例の軸受寿命試験に際し、内輪、外輪及び転動体（鋼球）は、実施例及び比較例共に、材料には軸受鋼ＳＵＪ２を用い、通常熱処理（８４０°Ｃで焼入れ加熱、油冷却後、１８０°Ｃにて焼戻し）を施して試験に供した。
なお、内輪及び外輪の表面硬さはＨＲＣ５７〜６３、残留オーステナイト量は０〜２０％とし、内輪及び外輪の表面粗さは０．０１〜０．０３μｍＲａ、転動体の表面粗さは０．００３〜０．０１０μｍＲａとし、所定の溝曲率（軌道溝の曲率半径を転動体の玉径で除した値の百分率）や溝深さ率（軌道溝の溝深さを転動体の玉径で除した値の百分率）になるように研削加工を施した。また、保持器は波型のプレス保持器を使用した。

次に、図３に示すベルト式無段変速機１０の入力側回転軸１１を支持する転がり軸受１３に試験軸受を使用して寿命試験を行った。本試験機は駆動側プーリ１４及び従動側プーリ１５にかける圧力を変化させることで、それぞれのプーリ径を変化させて回転数を変えることができると共に、アキシャル荷重とラジアル荷重を同時に軸受に付加することができる。

なお、出力側回転軸１２を支持する転がり軸受１３については、従来の転がり軸受を用い、２００ｃｃ／ｍｉｎで潤滑油を供給した。また、試験は各試験軸受とも１０個用いて行い、試験中の振動値が初期振動値の５倍になった時、又は軸受温度が１４０°Ｃとなった時に試験を中断して破損の状況を観察した。軸受に異常がないときは試験時間を１０００時間で中断し、試験終了後に軸受の破損の有無を確認した。なお、一つも破損しない場合はＬ₁₀を１０００時間とした。

試験条件は次の通りである。
モータからの出力トルク：２００Ｎ
回転数：入力側回転軸５００〜６０００ｍｉｎ^-1、
出力側回転軸２００〜１２０００ｍｉｎ^-1
潤滑油：ＣＶＴフルード（動粘度：８５ｍｍ²／ｓ（４０℃）、７ｍｍ²／ｓ（１００℃）、すべり速度０．５ｍ／ｓ時の摩擦係数０．０１３）
潤滑条件：１０ｃｃ／ｍｉｎ
軸受温度：１２０°Ｃ
目標時間：１０００時間
試験結果を表１に示す。

表１から明らかなように、本発明の各実施例１〜６は比較例１〜４と比較してＬ₁₀寿命が大幅に向上しているのが判り、特に、内輪の軌道溝の溝曲率が５２％を超え、５５％以下、外輪の軌道溝の溝曲率が５０．１％を超え、５２％以下、内輪の軌道溝の溝深さ率が１８．５％を超え、２５％以下とされた実施例１〜３はＬ₁₀寿命が１０００時間と更なる長寿命化が図れることが判る。

実施例４は内輪の軌道溝の溝曲率が本発明の上限値とされたもので、内輪の接触面圧が高くなってＬ₁₀寿命が９２０時間で１／１０個だけ通常のはくりが発生した。実施例５は内輪の軌道溝の溝深さ率が本発明の下限値未満とされたもので、内外輪作用するアキシャル荷重により内輪の軌道溝の溝肩部への転動体の乗り上げ疵が発生し、Ｌ₁₀寿命が８６０時間で２／１０個だけはくりが発生した。実施例６は内輪の軌道溝の溝深さ率が本発明の上限値を超えたもので、発熱量が大となってＬ₁₀寿命が７９０時間で２／１０個に焼付きが発生した。

これに対し、比較例１では内輪の軌道溝の溝曲率が５１．０％と小さいことから、軸受にアキシャル荷重が付加された場合において、転動体が内輪の軌道溝の溝肩部に容易に乗り上げて舟形疵が生じ、表面起点型のはくりを生じたためＬ₁₀寿命が３２０時間と短寿命であった。
また、比較例２については、内輪の軌道溝の溝曲率が５５．５％と大きいため、内輪と転動体との間の接触面圧が高くなって通常の内部起点型のはくりが起り、Ｌ₁₀寿命が２８０時間であった。

比較例３は内輪の軌道溝の溝曲率が５１．５％、外輪の軌道溝の溝曲率が５２．５％のものであり、内輪の軌道溝の溝曲率が小さいために転動体が内輪の軌道溝の溝肩部に乗り上げて舟形疵が生じるとともに、外輪においてはアキシャル方向の芯ずれを生じたために、Ｌ₁₀寿命が２２０時間ではくりと共にベルト切れも生じていた。
比較例４についても同様に、内輪の軌道溝の溝曲率が５６．０％と高いために、内輪と転動体との間の接触面圧が高くなって通常の内部起点型のはくりが起り、Ｌ₁₀寿命が１２０時間と短寿命であった。

図２に、実施例１〜４と比較例１，２について、内輪の軌道溝の溝曲率とＬ₁₀寿命との関係を整理したものを示す。図から、早期はくりを防止して軸受の長寿命化を図るための内輪の軌道溝の溝曲率の最適な範囲は５２％を超え、５５％以下であることが判る。また、さらに長寿命化を確実にするためには、内輪の軌道溝の溝曲率を５２％を超え、５３．５％以下とすることがより好ましい。

なお、本実施例では、保持器として鉄製の波型保持器を採用したが、これに代えて、例えば、更に高速回転で使用する場合は、プラスチック製の保持器を用いて軽量化を図ることで、更に転動体の公転運動を改善して公転すべりを抑制できるため、より長寿命化を期待することができる。
また、本実施例においては、軸受材料として軸受鋼ＳＵＪ２を用いているが、転動体及び内外輪に軸受鋼ＳＵＪ２に浸炭あるいは浸炭窒化を施したものを用いることで、転動体が内輪の軌道溝の溝肩部に乗り上げて舟形疵やその転写痕が生じた場合でも疵周辺の応力を緩和することができるため更に好ましい。また、軸受材料として、肌焼き鋼に浸炭又は浸炭窒化処理を施したものを用いることによっても同様の効果が得られる。

本発明の実施の形態の一例である転がり軸受を説明するための要部断面図である。内輪の軌道溝の溝曲率と評価時間との関係を示すグラフ図である。ベルト式無段変速機の一例を示す概略図である。

符号の説明

１転がり軸受
２外輪
３内輪
４転動体
１０ベルト式無段変速機
１１入力側回転軸
１２出力側回転軸
１４駆動側プーリ
１５従動側プーリ

Claims

内輪と外輪との間に複数の転動体が周方向に転動可能に配設され、ベルト式又はチェーン式の無段変速機のプーリの回転軸を支持して、ラジアル荷重とアキシャル荷重とを受ける転がり軸受において、
前記内輪の軌道溝の曲率半径を前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝曲率が５２％を超え、５５％以下であることを特徴とする転がり軸受。
前記外輪の軌道溝の曲率半径を前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝曲率が５０．１％を超え、５２％以下であることを特徴とする請求項１に記載した転がり軸受。
少なくとも前記内輪の軌道溝の溝深さを前記転動体の直径で除した値を百分率で表した溝深さ率が１８．５％を超え、２５％以下であることを特徴とする請求項１又は２に記載した転がり軸受。